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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒論
1.1 懸架設(shè)計(jì)的背景及研究意義
懸架是現(xiàn)代汽車(chē)上的重要總成之一，它把車(chē)架（或車(chē)身）與車(chē)輪彈性地連接起來(lái)。懸架需要傳遞作用在車(chē)輪和車(chē)身之間的一切力和力矩，緩和路面?zhèn)鹘o車(chē)身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動(dòng)，使汽車(chē)獲得高速的行駛能力和理想的運(yùn)動(dòng)特性。懸架對(duì)于整車(chē)的意義重大。
現(xiàn)代車(chē)除了保證其基本性能，即行駛性、轉(zhuǎn)向性和制動(dòng)性之外，目前正致力于提高安全性與舒適性，向高附加價(jià)值、高性能和高質(zhì)量的方向發(fā)展。對(duì)此，尤其作為提高操縱穩(wěn)定性、乘坐舒適性的轎車(chē)懸架必須加以改進(jìn)。舒適性是汽車(chē)最重要的使用性能之一。
與生產(chǎn)實(shí)際結(jié)合較緊密。通過(guò)對(duì)懸架系統(tǒng)中重要零部件的設(shè)計(jì)、計(jì)算和校核；各定位參數(shù)涵義及其對(duì)整車(chē)動(dòng)力學(xué)性能影響的分析，初步達(dá)到介紹懸架設(shè)計(jì)全過(guò)程目的，具有很強(qiáng)的操作性，能夠?yàn)闃?biāo)致轎車(chē)的生產(chǎn)實(shí)際提供一定意義上的指導(dǎo)。
1.2 懸架設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容、要求和研究方法
1.2.1 主要內(nèi)容
本文的研究對(duì)象是松花江微型車(chē)的前懸架。通過(guò)對(duì)懸架彈性元件的計(jì)算、 分析，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的核算和校核，可以驗(yàn)證懸架中關(guān)鍵零部件的可行性，掌握懸架的適用范圍和使用條件，改善整車(chē)的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。在此基礎(chǔ)上文章還進(jìn)一步提出和懸架性能有著密切關(guān)系的轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開(kāi)點(diǎn)位置的分析方案，并對(duì)結(jié)果進(jìn)行了剖析。
具體內(nèi)容包括：
（1）對(duì)懸架中的彈性元件、減震器、橫向穩(wěn)定桿等重要部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算和可行性校核；
（2）運(yùn)用空間坐標(biāo)變換理論和空間剛體運(yùn)動(dòng)學(xué)原理，通過(guò)對(duì)懸架的簡(jiǎn)化和抽象，將實(shí)物模型轉(zhuǎn)成可供分析和研究的物理模型和數(shù)學(xué)模型；
（3）提出轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開(kāi)點(diǎn)位置的設(shè)計(jì)方案，通過(guò)前后干涉量與車(chē)輪跳動(dòng)量關(guān)系曲線(xiàn)的對(duì)比分析，提出斷開(kāi)點(diǎn)位置方案。
1.2.2 設(shè)計(jì)要求
為了滿(mǎn)足汽車(chē)具有良好的行駛平順性，要求由簧上質(zhì)量與彈性元件組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)在合適的頻段，并盡可能低。前、后懸架固有頻率的匹配應(yīng)合理，對(duì)乘用車(chē)要求前懸架固有頻率略低于后懸架的固有頻率，還有盡量避免懸架撞擊車(chē)架（或車(chē)身）。在簧上質(zhì)量變化的情況下，車(chē)身高度變化要小，因此，應(yīng)采用非線(xiàn)性彈性特性懸架。
要正確地選擇懸架方案和參數(shù)，在車(chē)輪上、下跳動(dòng)時(shí)，使主銷(xiāo)定位角變化不大、車(chē)輪運(yùn)動(dòng)與導(dǎo)向運(yùn)動(dòng)要協(xié)調(diào)，避免前輪擺振，汽車(chē)轉(zhuǎn)向時(shí)，應(yīng)使之稍有不足的轉(zhuǎn)向特性。
懸架與汽車(chē)的多種使用性能有關(guān)，為滿(mǎn)足這些性能，對(duì)懸架提出的設(shè)計(jì)要求有：
1. 保證汽車(chē)具有良好的行駛平順性；
2. 具有合適的衰減震動(dòng)的能力；
3. 保證汽車(chē)具有良好的操縱穩(wěn)定性；
4. 汽車(chē)制動(dòng)或加速時(shí)，要保證車(chē)身穩(wěn)定，減少車(chē)身縱傾，轉(zhuǎn)彎時(shí)車(chē)身側(cè)傾要合適；
5. 具有良好的隔聲能力；
6. 結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間尺寸要??；
7. 可靠地傳遞車(chē)身與車(chē)輪之間的各種力和力矩，在滿(mǎn)足零部件質(zhì)量要小的同時(shí)，還要保證有足夠的強(qiáng)度和壽命。
1.2.3 研究方法
在設(shè)計(jì)時(shí)首先考慮車(chē)的總體方案要求，接著根據(jù)懸架總體方案，進(jìn)行懸架系統(tǒng)各零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算，在計(jì)算時(shí)應(yīng)重點(diǎn)計(jì)算對(duì)懸架整體性能影響較大的零部件如：螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定桿、減振器等。最后，對(duì)關(guān)鍵零件進(jìn)行強(qiáng)度校核
1.3 麥弗遜式懸架的特點(diǎn)
麥弗遜懸架一般用于轎車(chē)的前輪。與其它懸架系統(tǒng)相比，麥弗遜式懸架系統(tǒng)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，占用空間少，性能優(yōu)越等特點(diǎn)。麥?zhǔn)綉壹苓€具有較為合理的運(yùn)動(dòng)特性，能夠保證整車(chē)性能要求。雖然麥弗遜懸掛在行車(chē)舒適性上的表現(xiàn)令人滿(mǎn)意，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單體積不大，可有效擴(kuò)大車(chē)內(nèi)乘坐空間，但也由于其構(gòu)造為滑柱式，對(duì)左右方向的沖擊缺乏阻擋力，抗剎車(chē)點(diǎn)頭等性能較差。
麥弗遜懸掛通常由兩個(gè)基本部分組成：支柱式減震器和A字型托臂之所以叫減震器支柱是因?yàn)樗藴p震還有支撐整個(gè)車(chē)身的作用，他的結(jié)構(gòu)很緊湊，把減震器和減震彈簧集成在一起，組成一個(gè)可以上下運(yùn)動(dòng)的滑柱；下托臂通常是A字型的設(shè)計(jì)，用于給車(chē)輪提供部分橫向支撐力，以及承受全部的前后方向應(yīng)力。整個(gè)車(chē)體的重量和汽車(chē)在運(yùn)動(dòng)時(shí)車(chē)輪承受的所有沖擊就這兩個(gè)部件承擔(dān)。所以麥弗遜的一個(gè)最大的設(shè)計(jì)特點(diǎn)就是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單能帶來(lái)兩個(gè)直接好處那就是：懸掛重量輕和占用空間小。我們知道，汽車(chē)懸掛屬于運(yùn)動(dòng)部件，運(yùn)動(dòng)部件越輕，那么懸掛響應(yīng)速度和回彈速度就會(huì)越快，所以懸掛的減震能力也就越強(qiáng)；而且懸掛質(zhì)量減輕也意味著彈簧下質(zhì)量減輕，那么在車(chē)身重量一定的情況下，舒適性也越好。占用空間小帶來(lái)的直接好處就是設(shè)計(jì)師能在發(fā)動(dòng)機(jī)倉(cāng)布置下更大的發(fā)動(dòng)機(jī)，而且發(fā)動(dòng)機(jī)的放置方式也能隨心所欲。在中型車(chē)上能放下大型發(fā)動(dòng)機(jī)，在小型車(chē)上也能放下中型發(fā)動(dòng)機(jī)，讓各種發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配更靈活。
為了追求運(yùn)動(dòng)性，把其重心布置在前軸之后，因此發(fā)動(dòng)機(jī)要占用大量的引擎?zhèn)}空間，那么，選用一款結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，占用空間小的懸掛設(shè)計(jì)就顯得由為重要。麥弗遜懸掛在向上行程時(shí)，也就是在發(fā)生轉(zhuǎn)向側(cè)傾時(shí)，車(chē)輪外傾角會(huì)自動(dòng)加大，使輪胎能更好的跟路面結(jié)合，給整車(chē)提供更大的橫向力，提高了轉(zhuǎn)向操控極限。擁有出色的操控和響應(yīng)性再加上緊湊的結(jié)構(gòu)，很顯然就成了哈飛設(shè)計(jì)師設(shè)計(jì)前懸架時(shí)的首選方案。對(duì)于小型車(chē)和微型車(chē)來(lái)說(shuō)，盡可能的在狹小的發(fā)動(dòng)機(jī)倉(cāng)騰出空間布置發(fā)動(dòng)機(jī)就更加重要了，所以他們也不得不選擇麥弗遜懸掛，況且，如果做出合理的匹配，麥弗遜無(wú)論是操控和舒適性都是相當(dāng)出色的。
圖1-1 麥弗遜懸架
也正是因?yàn)辂湼ミd結(jié)構(gòu)過(guò)于簡(jiǎn)單，造成懸掛的剛度有限。由于麥弗遜懸掛只能下托臂和減震器支柱來(lái)承受強(qiáng)大的車(chē)輪沖擊力，所以較易發(fā)生幾何變形。這種變形體現(xiàn)到駕駛感受上，就是駕駛者會(huì)明顯的感覺(jué)到車(chē)身穩(wěn)定性較差。無(wú)論是轉(zhuǎn)彎側(cè)傾，還是剎車(chē)點(diǎn)頭現(xiàn)象，都非常明顯。當(dāng)然，設(shè)計(jì)師們也想了不少辦法來(lái)解決穩(wěn)定性問(wèn)題。我們經(jīng)常聽(tīng)說(shuō)的橫向穩(wěn)定桿，防傾桿，平衡桿等等都是用來(lái)提高麥福遜懸掛幾何剛度和橫向穩(wěn)定性的部件。
橫向穩(wěn)定桿是一根擁有一定剛度的扭桿彈簧，他與左右懸掛的下托臂或減震器滑柱相連。當(dāng)左右懸掛都處于顛簸路面時(shí)，兩邊的懸掛同時(shí)上下運(yùn)動(dòng)，穩(wěn)定桿不發(fā)生扭轉(zhuǎn)；當(dāng)車(chē)輛在轉(zhuǎn)彎時(shí)，由于外側(cè)懸掛承受的力量較大，車(chē)身發(fā)生一定側(cè)傾。此時(shí)外側(cè)懸掛收縮，內(nèi)側(cè)懸掛舒張，那么橫向穩(wěn)定桿就會(huì)發(fā)生扭轉(zhuǎn)，產(chǎn)生一定的彈力，阻止車(chē)輛側(cè)傾。從而提高了車(chē)輛行駛穩(wěn)定性。而再增加支撐桿部件，則能達(dá)到同時(shí)提高懸掛縱向剛度的目的。
但是，光增加穩(wěn)定桿所提高的性能是有限的，使用各種穩(wěn)定桿設(shè)計(jì)能從一定程度上提高穩(wěn)定性和懸掛幾何剛度。如果要從根本解決這些問(wèn)題，就必須改變整個(gè)懸掛的幾何形狀，那么多連桿和雙搖臂懸掛就成了高性能懸掛的代表。麥弗遜懸掛除了在穩(wěn)定性和剛度方面要遜色于多連桿以外，在耐用性上也不能與多連桿懸掛相提并論。由于麥弗遜懸掛的減震器支柱需要承受橫向力，同時(shí)又要起到上下運(yùn)動(dòng)減低震動(dòng)的目的，所以減震器支撐桿的摩擦很不均勻，減震器油封容易磨損造成液壓油泄露降低減震效果。總評(píng)：優(yōu)點(diǎn)：麥弗遜懸掛擁有良好的響應(yīng)性和操控性，而且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，占用空間小，成本低，適合布置大型發(fā)動(dòng)機(jī)以及裝配在小型車(chē)身上。缺點(diǎn)：穩(wěn)定性差，抗側(cè)傾和制動(dòng)點(diǎn)頭能力弱，增加穩(wěn)定桿以后有所緩解但無(wú)法從根本上解決問(wèn)題，耐用性不高，減震器容易漏油需要定期更換。
1.4 麥弗遜式懸架的經(jīng)濟(jì)性分析
自20世紀(jì)30年代美國(guó)通用汽車(chē)的一名工程師麥弗遜（McPherson）發(fā)明了麥弗遜式懸架以來(lái)，麥弗遜式獨(dú)立懸架已成為使用量最多的懸架結(jié)構(gòu)形式之一。從寶馬M3，保時(shí)捷911等高性能車(chē)，到菲亞特STILO，福特FOCUS，標(biāo)致和國(guó)產(chǎn)的夏利、哈飛面包車(chē)等前懸掛采用的都是麥弗遜式懸架。麥弗遜式懸架的有效性和經(jīng)濟(jì)型已經(jīng)得到了無(wú)數(shù)事實(shí)的佐證。隨著世界能源的日益匱乏，微型汽車(chē)和節(jié)能汽車(chē)已成為世界汽車(chē)工業(yè)發(fā)展的一個(gè)重要方向，小排量汽車(chē)和經(jīng)濟(jì)型汽車(chē)的推廣勢(shì)必會(huì)帶來(lái)麥弗遜式獨(dú)立懸架更為廣泛的運(yùn)用，麥弗遜式懸架的經(jīng)濟(jì)性也將得到充分的體現(xiàn)。麥弗遜式懸架最大的設(shè)計(jì)特點(diǎn)就是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單能帶來(lái)兩個(gè)直接好處是：懸掛質(zhì)量輕和占用空間小。我們知道，汽車(chē)的質(zhì)量是影響汽車(chē)燃油經(jīng)濟(jì)性的一個(gè)關(guān)鍵因素，減輕懸架的質(zhì)量進(jìn)而減輕整車(chē)的質(zhì)量就可以有效地降低汽車(chē)的油耗，從而達(dá)到減少能源 消耗和降低使用成本的目的；同樣，由于麥?zhǔn)綉壹苡兄Y(jié)構(gòu)緊湊、占用空間小等 結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，這就使汽車(chē)的前置前驅(qū)式布置方案（FF）成為可能。這樣，不僅省去 了采用前置后驅(qū)式布置（FB）時(shí)所使用的驅(qū)動(dòng)軸，減輕了汽車(chē)的質(zhì)量降低了油耗，還縮小的整車(chē)的尺寸，便于汽車(chē)向著微型化方向發(fā)展。
當(dāng)然，和其它結(jié)構(gòu)形式的懸架相比從使用經(jīng)濟(jì)性角度來(lái)講，麥弗遜式懸架也存在一定的不足。我們知道，懸掛屬于運(yùn)動(dòng)部件，在汽車(chē)運(yùn)行過(guò)程中，懸架將要承受來(lái)之路面和車(chē)身各個(gè)方向的力和力矩。對(duì)于麥弗遜式懸架這些沖擊載荷將完全由減振器支柱和下擺臂來(lái)承受，所以這些部位較易發(fā)生幾何變形，進(jìn)而使零件 損害造成懸架的失效。
第2章 麥弗遜式懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算
2.1 懸架的總體布置方案和相關(guān)參數(shù)的計(jì)算
2.1.1 懸架的總體布置方案
此型車(chē)是一款經(jīng)濟(jì)型商用車(chē)，總體參數(shù)要求見(jiàn)表2.1。
表2.1總布置參數(shù)要求
滿(mǎn)載軸荷
623/787kg
空載時(shí)的前軸軸載
400/280kg
前橋左右懸架的總質(zhì)量 mu
73kg
前懸架的設(shè)計(jì)偏頻 n1
1.31Hz
主銷(xiāo)內(nèi)傾角
12°30′
主銷(xiāo)后傾角
2°30′
車(chē)輪外傾角
1°30′
整車(chē)整備質(zhì)量
870kg
2.1.2 麥弗遜懸架的結(jié)構(gòu)分析
麥弗遜懸架由多個(gè)零件組成，故在懸架機(jī)構(gòu)分析中采用空間機(jī)構(gòu)分析法對(duì)其進(jìn)行分析。在運(yùn)用此方法進(jìn)行分析時(shí)，將懸架總成中的構(gòu)件等效成剛體來(lái)研究懸架系統(tǒng)的空間運(yùn)動(dòng)。
圖2-2是麥弗遜式懸架的等效機(jī)構(gòu)圖，借助圖中所示的等效方式，我們可以清楚地看出懸架擺臂和轉(zhuǎn)向節(jié)之間的連接通過(guò)球副來(lái)等效；減振器外套筒和活塞的聯(lián)接方式被等效成一個(gè)移動(dòng)副；減振器的上支點(diǎn)和車(chē)身的聯(lián)接被等效成一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)副。這樣，麥弗遜式懸架被抽象成一個(gè)封閉的空間機(jī)構(gòu)。通過(guò)圖示的等效方案可以使我們對(duì)懸架系統(tǒng)的分析變得簡(jiǎn)單，且不會(huì)在很大程度上影響分析的結(jié)果
圖 2-1 麥弗遜懸架的等效機(jī)構(gòu)圖
2.1.3 懸架總體參數(shù)的計(jì)算
在設(shè)計(jì)時(shí)首先對(duì)懸架總體參數(shù)進(jìn)行計(jì)算，如懸架的剛度、懸架的撓度等，這樣，在下文對(duì)零部件的計(jì)算時(shí)，就可以以懸架的總體參數(shù)為依據(jù)，根據(jù)懸架的結(jié)構(gòu)參數(shù)求出相關(guān)零部件的受力、剛度等參數(shù)。
1.懸架的剛度
根據(jù)設(shè)計(jì)要求給定的設(shè)計(jì)狀態(tài)下的軸荷及簧下質(zhì)量，可求得前懸架單側(cè)的簧上質(zhì)量
(2.1)
于是，前懸架的剛度 C 為
(23.1415926531.31)357=24186.362(N/m)=21.6(N/mm)
2.懸架的靜撓度
懸架的靜撓度 和懸架剛度之間有如下關(guān)系：
(2.2)
代入數(shù)值得：，取
3.懸架的動(dòng)撓度
為了防止汽車(chē)在壞路面上行使駛時(shí)懸架經(jīng)常碰撞到緩沖塊，懸架必須有足夠大的動(dòng)撓度。
從結(jié)構(gòu)和使用要求上來(lái)考慮選此懸架的動(dòng)撓度
2.2 螺旋彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算
2.2.1 螺旋彈簧材料的選擇
螺旋彈簧作為彈性元件的一種，具有結(jié)構(gòu)緊湊、制造方便及高的比能容量等特點(diǎn)，在輕型以下汽車(chē)的懸架中運(yùn)用普遍 。根據(jù)松花江微型車(chē)工作時(shí)螺旋彈簧的受力特點(diǎn)和壽命要求（可參考下文的計(jì)算分析），選擇60Si2MnA為簧絲的材料，以提高彈簧在交變載荷下的疲勞壽命。
2.2.2 彈簧的受力及變形
根據(jù)懸架系統(tǒng)的裝配圖，對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析、計(jì)算可以得出平衡位置 處彈簧所受壓縮力 P 與車(chē)輪載荷的關(guān)系式：
(2.3)
式中，
為車(chē)輪外傾角，?為減振器內(nèi)傾角，
為主銷(xiāo)軸線(xiàn)與減振器的夾角
式中角度如圖 2-3 所示。
彈簧所受的最大力
取動(dòng)荷系數(shù) k=1.7，則彈簧所受的最大力 Pdmax 為：
Pdmax= (2.4)
圖 2-2 彈簧安裝角度示意圖
2.車(chē)輪到彈簧的力及位移傳遞比
車(chē)輪與路面接觸點(diǎn)和零件連接點(diǎn)間的傳遞比既表明行程不同也表明作用在該二處的力的大小不同。彈簧的剛度與懸架的線(xiàn)剛度可由傳遞比建立聯(lián)系[6] ：
利用位移傳遞比便可計(jì)算出螺旋彈簧的剛度
(2.5)
其中分?jǐn)?shù)代表懸架的線(xiàn)剛度。從而，得到如下關(guān)系式：
當(dāng)球頭支承 B 由減振器向車(chē)輪移動(dòng) t 值時(shí)，根據(jù)文獻(xiàn)[7]，懸架的行程傳遞比及力的傳遞比為（其中的參數(shù)說(shuō)明詳見(jiàn)圖 2-4）：
(2.6)
(2.7)
圖 2-3 懸架受力和位移比分析
代入數(shù)值可得到 i x ＝1.002 i y ＝1.146。所以，位移傳遞比 i x i y 為 1.148
3.彈簧在最大壓縮力作用下的變形量
由松花江微型前懸給定的偏頻 f＝1.31Hz，可得到了汽車(chē)懸架的線(xiàn)剛度：
(2.8)
于是可得出彈簧的剛度
(2.9)
進(jìn)而可得到彈簧在最大壓縮力 Pdmax 作用下的變形量 F：
(2.10)
所以，彈簧所受最大彈簧力和相應(yīng)的最大變形為：
Pdmax=7310N F=191.9mm
2.2.3 彈簧幾何參數(shù)的計(jì)算
根據(jù)已求得的彈簧所受的最大力和相應(yīng)的變形進(jìn)行彈簧的設(shè)計(jì)。
1.彈簧的材料許用應(yīng)力
根據(jù)其工作條件已經(jīng)選擇簧絲材料 60Si2MnA。
表2.2材料的性能參數(shù)
許用切應(yīng)力[]
48kgf/mm2
許用剪應(yīng)力[]
100kgf/mm2
剪切模量G
8000kgf/mm2
彈性模量E
20000MP
強(qiáng)度范圍
45-50HRC
2.選擇彈簧旋繞比：
旋繞比（彈簧指數(shù)）影響著彈簧的加工工藝，當(dāng)旋繞比過(guò)小時(shí)將給彈簧的制造帶來(lái)困難。一般的選擇范圍是 C=4-16,這里初選旋繞比 C=8。
3.計(jì)算鋼絲直徑 d
曲率系數(shù) (2.11）
=14.5mm 選d=14.5
4.彈簧中徑 D2 選擇
D2=Cd=8 10.5＝116mm
選D2=116mm
5.彈簧圈數(shù) n 選擇
(2.12)
選n=7圈
兩端均選 0.5 圈支承圈，則彈簧總?cè)?shù)為：
n1=n+n2=7+1=8 圈
6 .彈簧的工作極限變形
(2.13)
工作極限載荷：
(2.14)
7.彈簧的幾何尺寸
節(jié)距
自由高度 H0 H0=nt+1.5d
選 H0=329mm
螺旋角 ：
外徑 D： D=D2+d=116+14.5=130.5mm
進(jìn)而需將原有彈簧座的尺寸作相應(yīng)的改變（實(shí)際尺寸根據(jù)彈簧的外徑尺寸而 定）。內(nèi)徑 D1： D1=D2-d=116-14.5=101.5mm
2.2.4 計(jì)算結(jié)果的處理
上述對(duì)螺旋彈簧的計(jì)算的結(jié)果如下表 2.3 所示。
表2.3螺旋彈簧參數(shù)
自由高度 H0
329mm
彈簧圈數(shù) n
8 圈
螺旋角
6.88°
內(nèi)徑 D1
101.5mm
外徑 D
130.5mm
節(jié)距 t
43.9mm
在 AUTOCAD 軟件環(huán)境下繪制螺旋彈簧的工程圖（如圖 2-5）所示。為了改善
彈簧在安裝后的受力狀況，螺旋彈簧的兩端需作端平處理，在裝配時(shí)此處的配合 精度選為七級(jí)精度，又因?yàn)閺椈傻耐鈴綖?30.5mm，根據(jù)文獻(xiàn)[18]，粗糙度值選為3.2。
圖 2-4 螺旋彈簧的零件圖
2.3 橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計(jì)計(jì)算
2.3.1 橫向穩(wěn)定桿的作用
汽車(chē)在高速行駛時(shí)，車(chē)身會(huì)產(chǎn)生很大的橫向傾斜和橫向角振動(dòng)。因此，懸架中需添設(shè)橫向穩(wěn)定桿。采用橫向穩(wěn)定桿除了可減輕車(chē)身傾斜外，還會(huì)影響汽車(chē)的操縱穩(wěn)定性。主要包括以下兩點(diǎn)：
（1）前懸架中采用較硬的橫向穩(wěn)定桿有助于汽車(chē)的不足轉(zhuǎn)向性，并能改善汽車(chē)的蛇形行駛性能；
（2）增大后懸架的穩(wěn)定性，會(huì)使前輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)具有中性轉(zhuǎn)向性能，使后輪驅(qū)動(dòng)車(chē)具有更大的過(guò)度轉(zhuǎn)向性。
2.3.2 橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計(jì)計(jì)算
松花江微型車(chē)采用的前置前驅(qū)（FF）方案，因此汽車(chē)總布置對(duì)空間的要求比較嚴(yán)格，可利用的空間不大?；谶@樣的布置要求和使用條件，這里選用Ⅱ型穩(wěn)定器。確定橫向穩(wěn)定桿桿徑d0的公式如下：
其中：Cs=9.52N/mm; E=196Gpa; G=80Gpa;
k——對(duì)于圓截面桿段，所采用的修正系數(shù)；
=523mm; =363mm; =200mm;
=210mm; =500mm; ls=1145mm.
各參數(shù)的含義如圖 2-6 所示，其數(shù)值可參考橫向穩(wěn)定桿的零件圖。
圖 2-5 橫向穩(wěn)定桿示意圖
于是可以求得橫向穩(wěn)定桿的桿徑 d0=20.9，選擇整數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值 d1＝21mm，橫向穩(wěn)定桿的形狀應(yīng)由它的空間布置要求來(lái)定。
在 AUTOCAD 軟件環(huán)境下繪制螺旋彈簧的工程圖（如圖 2-8）所示。為了使橫向穩(wěn)定桿在拐角處的半徑值不至于過(guò)小，此處取最小半徑 R＝18mm。
圖2-6 橫向穩(wěn)定桿零件簡(jiǎn)圖
2.4 減震器的選型與設(shè)計(jì)
2.4.1 減振器類(lèi)型的選擇
懸架中用的最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。汽車(chē)車(chē)身和車(chē)輪振動(dòng)時(shí)減振器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時(shí)的摩擦和粘性液體的摩擦形成了振動(dòng)阻尼，將振動(dòng)能量轉(zhuǎn)化為熱能，并散發(fā)到周?chē)目諝庵腥?，達(dá)到迅速衰減振動(dòng)的目的。如果能量的消耗僅僅只是在壓縮行程或者是在伸張行程進(jìn)行，則把這種減振器稱(chēng)為單向作用減振器；反之稱(chēng)為雙向作用減振器。后者因?yàn)闇p振作用比前者好而得到廣泛應(yīng)用。
減振器大體上分為兩大類(lèi)，即摩擦式減振器和液力減振器。摩擦式減振器利用兩個(gè)緊壓在一起的盤(pán)片之間相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)的摩擦力提供阻尼。但是由于庫(kù)侖摩擦力隨相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度的提高而減小，并且很容易受到油、水等的影響，無(wú)法正常工作，無(wú)法滿(mǎn)
足平順性的要求，因此雖然具有質(zhì)量小、造價(jià)低、容易調(diào)整等優(yōu)點(diǎn)，但現(xiàn)在汽車(chē)上已經(jīng)不再采用這類(lèi)減振器。
液力減振器最早出現(xiàn)于1901 年，有兩種主要的結(jié)構(gòu)形式分別是搖臂式和筒式。懸架中用的最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。松花江微型車(chē)的工作工況一般為城市道路工況，總體來(lái)說(shuō)，它所行駛的路面較為平緩。懸架的減振器在這樣的路面上工作時(shí)，振動(dòng)的幅值不大，但頻率較高。所以我選擇筒式減振器。而在筒式減振器中，常用的三種形式是：雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。我選擇雙筒式液力減振器。
使用雙筒式液力減振器后，當(dāng)車(chē)架與車(chē)橋作往復(fù)相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，減振器能夠通過(guò)內(nèi)部粘性油液的流動(dòng)，將車(chē)身和車(chē)架的振動(dòng)能量轉(zhuǎn)化為熱能，最終散到大氣中，從而達(dá)到使振動(dòng)迅速衰減的目的。
圖2-7 減振器
2.4.2 汽車(chē)懸架與減震器的匹配與減震器的放置
結(jié)構(gòu)如右圖，
特性：側(cè)傾中心高度較高；車(chē)輪外傾角與主銷(xiāo)內(nèi)傾角變
化??；輪距變化很小，故輪胎磨損速度慢；懸架側(cè)傾角剛度
較大可不裝橫向穩(wěn)定器；橫向剛度大；占用空間尺寸??；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊乘用車(chē)上用得較多。
(2-8)
2.4.3 雙筒式液壓減振器的外特性
懸架減振器的外特性，是指減振器伴隨（相對(duì)）運(yùn)動(dòng)的位移或（相對(duì)）運(yùn)動(dòng)的速度，與相應(yīng)產(chǎn)生的工作阻力之間的關(guān)系，通常我們分別稱(chēng)之為示功特性和速度特性。外特性能良好的匹配懸架的性能需要，就能獲得良好的振動(dòng)特性。設(shè)計(jì)的減振器在實(shí)際使用中，其外特性必須保證良好的相對(duì)穩(wěn)定性。
減振器外特性的畸變往往會(huì)使預(yù)期設(shè)計(jì)的外特性出現(xiàn)某些缺陷，因此，減振器的設(shè)計(jì)有兩個(gè)基本質(zhì)量要求：一是外特性必須滿(mǎn)足車(chē)輛懸架的性能需求；二是無(wú)畸變，即這種外特性要有穩(wěn)定而持久的工作質(zhì)量。減振器的外特性即為其速度特性，如圖2-9所示。
圖2-9 減振器特性
a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性
減振器的特性可以用下圖所示的示功圖和阻尼力-速度曲線(xiàn)描述。減振器特性曲線(xiàn)的形狀取決于閥系的具體結(jié)構(gòu)和各閥開(kāi)啟力的選擇。一般而言，當(dāng)油液流經(jīng)某一給定的通道時(shí)，其壓力損失由兩部分構(gòu)成。其一為粘性阻力損失，對(duì)一般的湍流而言，其數(shù)值近似地正比于流速。其二為進(jìn)入和離開(kāi)通道時(shí)的動(dòng)能損失，其數(shù)值也與流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影響。由于油液粘性隨溫度的變化遠(yuǎn)比密度隨溫度的變化顯著， 因而在設(shè)計(jì)閥系時(shí)若能盡量利用前述的第二種壓力損失，則其特性將不易受油液粘性變化的影響，也即不受油液溫度變化的影響。不論是哪種情形，其阻力都大致與速度的平方成正比。圖中曲線(xiàn)A 所示為在某一給定的A 通道下阻尼力F 與液流速度v 的關(guān)系，若遇通道A 并聯(lián)一個(gè)直徑更大的通道B，則總的特性將如圖中曲線(xiàn)A+B 所示。如果B 為一個(gè)閥門(mén)，則當(dāng)其逐漸打開(kāi)時(shí)，可獲得曲線(xiàn)A 與曲線(xiàn)A+B 間的過(guò)渡特性。恰但選擇A、B 的孔徑和閥的逐漸開(kāi)啟量，可以獲得任何給定特性曲線(xiàn)。閥打開(kāi)的過(guò)程可用三個(gè)階段來(lái)描述，第一階段為閥完全關(guān)閉，第二階段為閥部分開(kāi)啟，第三階段為閥完全打開(kāi)。通常情況下，當(dāng)減振器活塞相對(duì)于缸筒的運(yùn)動(dòng)速度達(dá)到0.1m/s 時(shí)閥就開(kāi)始打開(kāi)，完全打開(kāi)則需要速度達(dá)到數(shù)米每秒。
2.4.4 雙筒式減振器的外特性設(shè)計(jì)原則
對(duì)外特性的基本設(shè)計(jì)依據(jù)，需要研究車(chē)身的振動(dòng)。車(chē)身的振動(dòng)又取決與輪軸的振動(dòng)。輪軸的振動(dòng)同時(shí)受上、下兩端的影響，與車(chē)輪的阻尼有關(guān)。車(chē)輪的激振力等于懸架質(zhì)量的慣性力和輪軸質(zhì)量的慣性力之和。同時(shí)車(chē)輪的激振力又決定了車(chē)輪的接地性能，是行駛安全性的重要尺度，在懸架系統(tǒng)中配置適當(dāng)?shù)臏p振器，能有效的阻尼車(chē)身振動(dòng)，保證良好的平順性。通過(guò)查閱資料可以知道，增大相對(duì)阻尼系數(shù)將有效的抑制車(chē)身加速度和車(chē)輪動(dòng)栽增大，但是增大相對(duì)阻尼系數(shù)雖然有利于降低車(chē)身動(dòng)載，但車(chē)身的加速度會(huì)相對(duì)于阻尼系數(shù)的增大而增大。因此在高的激振情況下，減振器的作用加劇了車(chē)身的振動(dòng)，降低了舒適性，但減振器此時(shí)由于對(duì)車(chē)輪動(dòng)載有抑制作用，卻能提高行駛的安全性。因此外特性的設(shè)計(jì)應(yīng)該有兩個(gè)基本方面的意義：一是使減振器的外特性與車(chē)輛懸架振動(dòng)特性相匹配；二是在復(fù)雜的運(yùn)行工況下，能較穩(wěn)定的保持這種相適應(yīng)的外特性。車(chē)輛在復(fù)雜的運(yùn)行工況下，減振器的相對(duì)穩(wěn)定地保持其外特性的預(yù)期設(shè)計(jì)能力，是評(píng)價(jià)懸架減振器減振效能和等級(jí)質(zhì)量的決定性標(biāo)志。
2.4.5 主要性能參數(shù)的選擇
筒式減振器設(shè)計(jì)中涉及的參數(shù)較多，大致可以分為如下幾類(lèi)：
（1）整車(chē)參數(shù)
包括車(chē)輛全重、懸置質(zhì)量、車(chē)輛縱向的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、車(chē)輛懸架剛度、車(chē)輛振動(dòng)固有頻率（圓頻率）、減振器個(gè)數(shù)等。
（2）幾何布置參數(shù)
包括減振器的位置、彈性元件位置、安裝杠桿角度等。
（3）減振器結(jié)構(gòu)參數(shù)
包括減振器長(zhǎng)度、減振器活塞直徑、活塞桿直徑、閥孔位置、閥孔個(gè)數(shù)、閥孔直徑、減振器筒徑、工作缸直徑與長(zhǎng)度、儲(chǔ)液筒直徑與長(zhǎng)度等。
（4）減振器工作參數(shù)
包括減振器的工作長(zhǎng)度、限壓閥閥門(mén)彈簧的剛度、彈簧預(yù)緊壓縮量、閥門(mén)附加最大行程、活塞行程、活塞最大線(xiàn)速度、活塞正反最大阻力、開(kāi)閥壓力、減振器阻尼系數(shù)等。
這些參數(shù)在設(shè)計(jì)中有的是作為已知量，有的是作為待確定量，所以選擇參數(shù)時(shí)，要考慮的情況比較多，但一般來(lái)說(shuō)，主要包括活塞面積計(jì)算、閥門(mén)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算、阻尼比或者阻尼系數(shù)，最大卸荷力等參數(shù)的計(jì)算，尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算，強(qiáng)度校合，壽命計(jì)算等。活塞面積按反行程的最大阻力來(lái)確定，反行程最大阻力與活塞最大線(xiàn)速度有關(guān)，活塞最大線(xiàn)速度取決于懸架裝置結(jié)構(gòu)。閥門(mén)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)主要包括常通孔面積計(jì)算和閥門(mén)彈簧的計(jì)算。減振器內(nèi)通常有兩個(gè)常通孔，活塞上常通孔和補(bǔ)償閥座上的常通孔?；钊铣Ｍ酌娣e按壓縮行程最大活塞線(xiàn)速度即開(kāi)閥速度計(jì)算。設(shè)計(jì)減振器時(shí)，阻尼比的確切值是未知的，它只能通過(guò)測(cè)定減振器工作時(shí)的衰減振動(dòng)情況計(jì)算求得。但是阻尼比的大小又關(guān)系到活塞最大線(xiàn)速度、減振器阻尼力等物理量的值，所以，在設(shè)計(jì)過(guò)程中通常從減振器吸收振動(dòng)能量的角度來(lái)估計(jì)阻尼比的值。
表2.4松花江微型技術(shù)參數(shù)
車(chē)型
松花江微型HFJ1010系列
長(zhǎng)×寬×高（mm）
3215×1405×1660
軸距（mm）
1840
輪距 前/后（mm）
1300/1310
最小離地間隙（mm）
180
最小轉(zhuǎn)彎直徑（m）
8.2
行李箱容積（L）
----------------
油箱容積（L）
36
整備質(zhì)量（kg）
870
最大功率（PS(kW)/rpm）
35.5/5000
最大扭矩（N·m/rpm）
74/3500
發(fā)動(dòng)機(jī)型式
水冷直列斜置四缸四沖程
排量（ml）
797（870）
壓縮比
10
燃料要求
93號(hào)及以上無(wú)鉛汽油，可使用符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的乙醇汽油
懸架
前：麥克弗遜式獨(dú)立懸架，螺旋彈簧，帶三角型下橫臂及橫向穩(wěn)定桿
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
循環(huán)球齒條齒扇式
制動(dòng)系統(tǒng)
雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)
最高車(chē)速（km/h）
120
2.4.6 主要尺寸的確定
1.筒式減振器工作缸半徑徑 D的確定
根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 F0 計(jì)算工作缸半徑 D為
式中，[ p] 最大允許壓力，取 3M pa ；
為連桿半徑與缸筒直徑之比，取 ＝0.48根據(jù)求得的工作缸半徑，查汽車(chē)筒式減振器的有關(guān)國(guó)標(biāo)(JB1459—85)，就可以就近選用一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)尺寸。這里我們選用的工作缸半徑 D=25mm。
2.最大卸荷力F0的確定
為減小傳到車(chē)身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，振器
打開(kāi)卸荷閥。此時(shí)的活塞速度稱(chēng)為卸荷速度 vx
(2.16)
式中，
vx 為卸荷速度一般為 0.15－0.30m/s，A為車(chē)身振幅，取 ± 40mm
為懸架振動(dòng)固有頻率。由懸架結(jié)構(gòu)總體布置方案知 a＝201mm n=212mm
所以，
3
取伸張行程的阻尼系數(shù) =1.8 =1.8×2054=3.769×103 ，在伸張行程的最大卸荷力為
(2.17)
3.減振器的阻尼系數(shù)
減振器的阻尼系數(shù)不僅與非簧載質(zhì)量和懸架剛度有關(guān)，還與相對(duì)阻尼系數(shù)有關(guān)。
(2.18)
松花江微型車(chē)中減振器安裝在懸架中與垂直線(xiàn)成的夾角，則此時(shí)的阻尼系數(shù)應(yīng)根據(jù)減震器的布置特點(diǎn)確定：
(2.19)
式中： w ——杠桿比,i=n/a；
N ——為下橫臂的長(zhǎng)度
á ——減振器安裝角。
2.4.7 計(jì)算結(jié)果的處理
上述的計(jì)算結(jié)果如表 2.5 所示：
圖2.5減震器缸內(nèi)數(shù)據(jù)處理
阻尼系數(shù)
2094
最大允許壓力p
3MP
工作缸直徑D
50mm
儲(chǔ)油桶直徑Dc
73mm
連桿與缸筒直徑之比
0.48
壁厚
2mm
鑒于減振器對(duì)污染、磨損等的敏感性，在繪制裝配圖時(shí)是根據(jù)減振器的使用條件的要求注明了技術(shù)要求（可參考減振器的零件圖），零件配合處的粗糙度Ra 值選為0.16um。
2.5 彈簧限位緩沖塊的設(shè)計(jì)
在松花江微型車(chē)的前懸中，因結(jié)構(gòu)的限制，導(dǎo)向臂和轉(zhuǎn)向拉桿被限制在±130 范圍內(nèi)。如果懸架行程增大，這些角度將可能超出規(guī)定值，此時(shí)，零件會(huì)因 為沖擊而發(fā)出噪聲，鉸接的銷(xiāo)軸也將承受彎曲載荷，具有斷裂的危險(xiǎn)。因此，懸架中要設(shè)置彈簧限位緩沖塊。
松花江微型車(chē)前懸的垂直剛度為21.6N/m，這就意味著懸架被設(shè)計(jì)得非常軟，當(dāng)然，這樣有利于提高汽車(chē)的平順性和舒適性，但同時(shí)卻增加了螺旋彈簧達(dá)到壓縮極限的可能性。因此，為了解決這種矛盾，就需要選擇合適的緩沖塊阻尼。根據(jù)約森·賴(lài)姆佩爾.著的《懸架元件及底盤(pán)力學(xué)》，在此松花江微型車(chē)前懸的設(shè)計(jì)中，選擇緩沖快的阻尼為1100。
另外，車(chē)內(nèi)噪音水平跟懸架系統(tǒng)零件的共振頻率和路面噪音的頻率有選用車(chē)用緩沖塊的工作頻率為60Hz左右，這樣離路面噪音的頻率（15～20Hz)較遠(yuǎn)，這樣可以顯著減少車(chē)內(nèi)的噪音，為車(chē)內(nèi)提供更加安靜的環(huán)境。
以前軸的中心點(diǎn)為原點(diǎn)，汽車(chē)的前進(jìn)方向?yàn)閄軸方向，Y軸指向駕駛者的右側(cè)，Z軸根據(jù)右手螺旋定則來(lái)確定。松花江微型車(chē)前懸左側(cè)空間機(jī)構(gòu)在上述坐標(biāo)系中的坐標(biāo)如表3.1所示。以表中的坐標(biāo)值和部分相關(guān)點(diǎn)之間的距離為初始狀態(tài)值，以車(chē)輪的上下跳動(dòng)量為輸入，車(chē)輪的定位參數(shù)為輸出，根據(jù)空間機(jī)構(gòu)學(xué)的理論知識(shí)和理論分析表靜態(tài)時(shí)懸架空間機(jī)構(gòu)各關(guān)鍵點(diǎn)的坐標(biāo)和車(chē)輪定位角
懸架上的點(diǎn)X軸坐標(biāo)（mm）Y軸坐標(biāo)（mm）Z軸坐標(biāo)（mm）減振器上支點(diǎn) -8.8 -517.2 587.4減振器下支點(diǎn) -31.6 -690.0 -66.3下擺臂擺動(dòng)軸線(xiàn)與下擺臂中心交點(diǎn) -11 -371.9 -21.44輪胎接地點(diǎn) -28.1 -710.5 180.96下擺臂擺動(dòng)軸線(xiàn)的前端點(diǎn) -31.3 -680 -56.8轉(zhuǎn)向節(jié)臂球頭銷(xiāo)中心 -121.7 658.3 29.9轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開(kāi)點(diǎn)球頭銷(xiāo)中心的設(shè)計(jì)坐標(biāo)104 -264 132.3前輪中心-28.1 -710.5 35.96主銷(xiāo)內(nèi)傾角140主銷(xiāo)后傾角20'前輪前束量2mm車(chē)輪外傾角20'
2.6油液的選取
由于大多數(shù)減震器是通過(guò)油的流動(dòng)阻尼力來(lái)吸收沖擊和震動(dòng)能量，并轉(zhuǎn)化為油的熱量散發(fā)掉。所以，阻尼力與油的粘度有著密切的關(guān)聯(lián)，而油的粘度是隨溫度變化的。摩托車(chē)使用時(shí)間的長(zhǎng)短，使用時(shí)的環(huán)境溫度等都是不同的。因此，為適應(yīng)摩托車(chē)運(yùn)行地域的各種氣候條件，對(duì)減震器油提出了以下技術(shù)要求：
（1）減震器油不但要具有良好的粘溫性能以及較高的粘黏度指數(shù)，還應(yīng)有低的凝固點(diǎn)。當(dāng)環(huán)境溫度發(fā)生變化或隨著工作時(shí)間的延長(zhǎng)，減震器油本身溫度變化時(shí)，其油的粘度變化應(yīng)很小；
（2）在我國(guó)境內(nèi)使用的減震器油，其凝點(diǎn)不得低于-40℃。也就是說(shuō)，當(dāng)進(jìn)入嚴(yán)寒冬季氣溫下降至0～-40℃時(shí)，其油液應(yīng)不失去流動(dòng)性；
（3）減震器油在所有的使用范圍內(nèi)（包括高速、滿(mǎn)負(fù)荷以及超載行駛等特殊情況），要盡可能少的汽化損失，即所謂的汽化小性能；
（4）當(dāng)減震器油與空氣接觸時(shí)，必須具有抗氧化穩(wěn)定性和抗油氣混合穩(wěn)定性，即所謂的良好的工作穩(wěn)定性能；
（5）由于含有雜質(zhì)的減震器油液會(huì)在摩托車(chē)行駛過(guò)程中，很快將活塞桿劃傷或造成油封刃口殘缺，從而導(dǎo)致漏油。所以，減震器油液一定要保持絕對(duì)的清潔；
（6）減震器油必須具有良好的防銹和抗磨作用。
根據(jù)GB7631.2—87，選用型號(hào)為L(zhǎng)—HFC的液壓油。該產(chǎn)品通常為含乙二醇或其他聚合物的水溶液，低溫性、粘溫性和對(duì)橡膠的適用性好。他的耐燃性好，通常用于低壓和中壓系統(tǒng)中，對(duì)溫度適應(yīng)性好，使用溫度為-20—50oC.適用于中國(guó)的大部分地區(qū)的氣溫。
2.7 結(jié)果及分析
1.輪距變化量
如上文所述，幾乎所有的獨(dú)立懸架中，車(chē)輪的上下跳動(dòng)量都會(huì)導(dǎo)致輪距發(fā)生變化。輪距變化的缺點(diǎn)是會(huì)引起滾動(dòng)輪胎的側(cè)偏，從而產(chǎn)生側(cè)向力、較大的滾動(dòng) 阻力和導(dǎo)致直線(xiàn)行使能力的下降。此外，輪距變化對(duì)轉(zhuǎn)向也有較大的影響。圖2.12為輪距變化量與車(chē)輪上下跳動(dòng)量的對(duì)應(yīng)關(guān)系曲線(xiàn)。因麥弗遜式前懸的側(cè)傾中心位置較高，所以輪距變化量較大。輪距變化量為上跳時(shí)?b＝4mm，下跳時(shí)?b＝21mm，（這是不利因素）。但作為城市用車(chē)，它的車(chē)輪跳動(dòng)量范圍很小,一般 在-20mm-20mm范圍內(nèi)變化，所以設(shè)計(jì)方案依然可行。
2.車(chē)輪外傾角的變化
圖2-10 輪距變化量和車(chē)輪跳動(dòng)量的關(guān)系曲線(xiàn)
圖2-11 車(chē)輪外傾角和輪距變化量的關(guān)系曲線(xiàn)
外傾角是指車(chē)輪中心平面和道路平面垂直直線(xiàn)之間的夾角。一方面，通過(guò)設(shè)置外傾角可以消除支承及轉(zhuǎn)向節(jié)中的間隙；另一方面，外傾角還可以保證汽車(chē)在 承載時(shí)車(chē)輪和地面保持垂直。理想的外傾角為?= 5' ? 10'，這樣可以使磨損均勻和滾動(dòng)阻力小，但為了獲得良好的輪胎轉(zhuǎn)向側(cè)偏性能，實(shí)際所取的車(chē)輪外傾角大都 偏離理想值，空載時(shí)外傾角在理想值附近；加載狀態(tài)下，車(chē)輪有輕微的負(fù)外傾角。圖2.13為標(biāo)致轎車(chē)前輪外傾角與車(chē)輪上下跳動(dòng)量的關(guān)系曲線(xiàn)，其麥弗遜懸架在車(chē)輪上跳時(shí)曲線(xiàn)向負(fù)角方向凹入，彰顯了此懸架的優(yōu)點(diǎn)。當(dāng)車(chē)輪向下跳動(dòng)時(shí)，外傾角向正角方向變化，意味著車(chē)身內(nèi)側(cè)車(chē)輪承受側(cè)向力的性能很好。
3.主銷(xiāo)內(nèi)傾角的變化
圖2-12 主銷(xiāo)內(nèi)傾角和車(chē)輪跳動(dòng)量的關(guān)系曲線(xiàn)
主銷(xiāo)內(nèi)傾角和主銷(xiāo)偏移距之間有著緊密的聯(lián)系。小的主銷(xiāo)偏移距可以有效地保證汽車(chē)的不足轉(zhuǎn)向特性，但為了得到較小的或負(fù)值主銷(xiāo)偏移距，就必須有較大 的主銷(xiāo)內(nèi)傾角。從圖2.15中可以看出，主銷(xiāo)內(nèi)傾角為負(fù)值，負(fù)的主銷(xiāo)內(nèi)傾角有利于汽車(chē)的轉(zhuǎn)向回正力矩。主銷(xiāo)內(nèi)傾角的絕對(duì)值隨著車(chē)輪上跳動(dòng)量的增加而增變，下跳量的增加 而減小，角度在?10.20
160范圍內(nèi)變化。這樣的變化趨勢(shì)使車(chē)輪在上跳過(guò)程中主銷(xiāo)偏移距不斷變大，轉(zhuǎn)向回正力矩也不斷增大，從而保證了汽車(chē)的直線(xiàn)行駛性能。 但同時(shí)，前橋的縱向力敏感性也愈大。
4.主銷(xiāo)后傾角的變化
圖 2-13 主銷(xiāo)后傾角和車(chē)輪跳動(dòng)量的關(guān)系曲線(xiàn)
正的主銷(xiāo)后傾角可以保證汽車(chē)的直線(xiàn)行使性能，將正的主銷(xiāo)后傾角和負(fù)的車(chē)輪拖距聯(lián)合使用，這樣不僅可以使縱傾中心離車(chē)輪較近，以減小轉(zhuǎn)向時(shí)的輸入力矩，還可以減小路面不平度對(duì)轉(zhuǎn)向性能的影響。大的主銷(xiāo)后傾角在汽車(chē)直線(xiàn)行駛 時(shí)并不單有優(yōu)點(diǎn),也有缺點(diǎn).路面不平度在車(chē)輪接地點(diǎn)上引起的交變側(cè)向力會(huì)產(chǎn)生繞轉(zhuǎn)向節(jié)軸的力矩,力矩作用在轉(zhuǎn)向橫拉桿上就會(huì)引起轉(zhuǎn)向沖擊和轉(zhuǎn)向不穩(wěn)定.如圖2.15所示,標(biāo)致轎車(chē)的主銷(xiāo)后傾角隨著車(chē)輪的上跳而變大,隨著車(chē)輪的下跳而變小.此變化特性意味著車(chē)輪在受到?jīng)_擊或遇到障礙物后縱傾中心將向后移動(dòng),這樣可以保證汽車(chē)的抗俯仰和抗前蹲特性.基于轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開(kāi)點(diǎn)的計(jì)算.麥弗遜式懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)對(duì)轉(zhuǎn)向梯形的影響汽車(chē)懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向梯形之間通過(guò)轉(zhuǎn)向橫拉桿相聯(lián)系(圖為標(biāo)致轎 車(chē)左前懸橫向穩(wěn)定桿的位置圖).當(dāng)轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷開(kāi)點(diǎn)位置選擇不當(dāng)時(shí),汽車(chē)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中將出現(xiàn)橫拉桿與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào),前輪擺振等現(xiàn)象,這些不利情況的出現(xiàn)將會(huì)加劇輪胎磨損，破壞操縱穩(wěn)定性。
2.8 本章小結(jié)
敘述了在減振器的設(shè)計(jì)中需要的各種設(shè)計(jì)參數(shù)。通過(guò)對(duì)減振器外特性了解確定了外特性的設(shè)計(jì)原則，介紹了雙筒式液力減振器各類(lèi)參數(shù)的選用方法和在設(shè)計(jì)過(guò)程中需要的各種公式以及對(duì)重要參數(shù)的確定。
第3章 麥弗遜式懸架關(guān)鍵零部件的校核
3.1 螺旋彈簧的強(qiáng)度校核
1.穩(wěn)定性驗(yàn)算
在彈簧受到較大的垂向載荷時(shí)，彈簧可能因?yàn)檫^(guò)大的高徑比而出現(xiàn)彎曲失穩(wěn)現(xiàn)象，根據(jù)文獻(xiàn)可知當(dāng)彈簧的高徑比小于 5.3時(shí)便不會(huì)出現(xiàn)失穩(wěn)現(xiàn)象
高徑比b： (3.1)
滿(mǎn)足穩(wěn)定性要求。
2.彈簧的實(shí)際性能參數(shù)
實(shí)際彈簧剛度：
(3.2)
平衡位置彈簧所受的壓縮力：
(3.3)
相應(yīng)的彈簧變形：
(3.4)
平衡位置時(shí)的彈簧長(zhǎng)度（上、下彈簧座的實(shí)際位置）：
(3.5)
3.彈簧對(duì)整車(chē)的影響
根據(jù)彈簧的實(shí)際剛度及懸架的行程傳遞比及力的傳遞比可以計(jì)算出懸架的實(shí)際線(xiàn)剛度：
(3.6)
進(jìn)而可得到汽車(chē)的偏頻：
(3.7)
對(duì)阻尼比ξ 進(jìn)行檢驗(yàn)：
(3.8)
根據(jù)松花江微型車(chē)的參數(shù)要求，經(jīng)比較可知此設(shè)計(jì)方案滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。
3.2 橫向穩(wěn)定桿的強(qiáng)度校核
Ⅱ型橫向穩(wěn)定桿的強(qiáng)度校核須對(duì)下述三處進(jìn)行[ ：
中段中央處的強(qiáng)度校核（圖 3-1）：
圖3-1橫向穩(wěn)定桿的中部
端部向外彎的距離越大（），此區(qū)域的應(yīng)力將越大。
(3.9)
；；；；
：比應(yīng)力（=1.6125）；
運(yùn)算結(jié)果為：
中段鉸接區(qū)的強(qiáng)度校核（圖 3-2）：
上述關(guān)系也適用于點(diǎn)H出的應(yīng)力：
線(xiàn)段越大，其應(yīng)力越高。
圖3-2橫向穩(wěn)定桿的中段鉸接處
(3.10)
各參數(shù)的定義同上，運(yùn)算結(jié)果為：
=418.8Mpa
由中段向端部過(guò)渡的圓角處的強(qiáng)度校核（圖 3-3）：
圖3-3橫向穩(wěn)定桿圓角過(guò)渡處
盡管通常此處比中段產(chǎn)生的應(yīng)力較低，但由于疲勞應(yīng)力的作用,多半會(huì)在此處發(fā)生斷裂。按橫向穩(wěn)定桿中線(xiàn)所確定的半徑R越大，其應(yīng)力就越高。線(xiàn)段 l9的符號(hào)是個(gè)有影響的參數(shù)，應(yīng)將其納入計(jì)算公式中。算出比值 p=R/l1 和 q=l9/l10后,可通過(guò)查圖表確定系數(shù) Km。桿端向外彎曲 l9越小，Km 值就越小，因而應(yīng)力也越小。
R=18mm;l9=0; l10=523mm; P=R/l10=0.034; q=l9/l10=0
根據(jù)p、q查圖可得。
運(yùn)算結(jié)果為：
4.結(jié)果分析
按上述三個(gè)應(yīng)力中最大者校核所設(shè)計(jì)橫向穩(wěn)定桿的可行性：
許用應(yīng)力
式中，V:強(qiáng)度儲(chǔ)備系數(shù)，v=1.05~1.1
應(yīng)為
，
所以穩(wěn)定桿的強(qiáng)度足夠。
由上述公式可以看出：剛度取決于傳遞比，即應(yīng)盡可能使橫向穩(wěn)定桿的固定點(diǎn)靠近車(chē)輪；為縮短的長(zhǎng)度，鉸接點(diǎn)應(yīng)盡可能地外移。
3.3 本章小結(jié)
主要通過(guò)計(jì)算校核螺旋彈簧和橫向穩(wěn)定桿，檢查是否符合強(qiáng)度標(biāo)準(zhǔn)，確保選擇材料的成功。
第4章 后懸架基本尺寸和參數(shù)的選擇與校核
4.1懸架主要參數(shù)的確定
（1）懸架靜撓度
懸架靜撓度是指汽車(chē)滿(mǎn)載靜止時(shí)懸架上的載荷與此時(shí)懸掛剛度之比，既。
車(chē)前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的前后部分車(chē)身的固有頻率和（亦稱(chēng)偏頻），是影響掛車(chē)行使平順性的主要參數(shù)之一。
靜撓度與偏頻的關(guān)系為，由分析可知：懸架的靜撓度直接影響車(chē)身振動(dòng)的偏頻。因此，欲保證掛車(chē)有良好的行使平順性，必須正確選取懸掛的靜撓度。
在選取后懸架的靜撓度值時(shí)，應(yīng)當(dāng)使之接近，并希望后懸架的靜撓度比前懸架的靜撓度小些，這有利于防止車(chē)身產(chǎn)生較大的縱向角振動(dòng)。理論分析證明：若汽車(chē)以較高車(chē)速駛過(guò)單個(gè)路障，時(shí)的車(chē)身縱向角振動(dòng)要比時(shí)小，考慮到車(chē)承載貨物的平順性，取前懸架的靜撓度值大于后懸架的靜撓度值，推薦。
根據(jù)平順性要求，后懸掛期望滿(mǎn)載固有頻率取為。
（2）懸架動(dòng)撓度
懸架的動(dòng)撓度是指從滿(mǎn)載靜平衡位置開(kāi)始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3）時(shí)，車(chē)輪中心相對(duì)車(chē)架（或車(chē)身）的垂直位移。要求懸掛應(yīng)有足夠大的動(dòng)撓度，以防止在壞路面上行使時(shí)經(jīng)常碰撞緩沖塊。對(duì)貨車(chē)；取6～9cm，選8cm。
（3）懸架彈性特性
懸架受到的垂直外力與由此所引起的車(chē)輪中心相對(duì)于車(chē)身位移（即懸架的變形）的關(guān)系曲線(xiàn)，稱(chēng)為懸架的彈性特性，其切線(xiàn)的斜率是懸架的剛度。
懸架的彈性特性有線(xiàn)性彈性特性和非線(xiàn)性彈性特性?xún)煞N。本車(chē)后懸架采用鋼板彈簧，為剛度可變的非線(xiàn)性彈性特性。
（4）懸架剛度的分配
為保證懸架有良好的平順性，要求固有頻率變化小。整個(gè)負(fù)荷變化范圍內(nèi)頻率的變化應(yīng)最小。可求得： (4.1)
總剛度為：
=267.3
——掛車(chē)滿(mǎn)載時(shí)的固有頻率。
4.2懸掛的基本參數(shù)計(jì)算
該載貨汽車(chē)后懸掛的總負(fù)荷空載時(shí)，滿(mǎn)載時(shí)
；；
；
(3)鋼板彈簧主要參數(shù)的確定
式中：、分別為滿(mǎn)載時(shí)鋼板彈簧主簧、副簧承受的載荷。
鋼板彈簧長(zhǎng)度L的確定：
在總布置可能的條件下，應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長(zhǎng)些。推薦掛車(chē)懸掛后鋼板彈簧主簧長(zhǎng)度軸距；??；鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定：
平均厚度：
(4.2)
式中：——考慮U形螺栓夾緊板簧后的無(wú)效長(zhǎng)度系數(shù)（剛性?shī)A緊時(shí)=0.5，撓性?shī)A緊時(shí)=0）；
S——U形螺栓中心距；
——為撓度增大系數(shù)；
——材料的彈性模量，；
——許用彎曲應(yīng)力，采用的55SiMnVB材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦的后主簧為450～550，后副簧為220～250。
主簧：
片寬b：
推薦片寬與片厚的比值在6～10范圍內(nèi)選取，取前后鋼板彈簧主副簧=4.3cm。
鋼板斷面形狀
彈簧采用矩形斷面形狀，其中性軸在鋼板斷面的對(duì)稱(chēng)位置上，工作時(shí)，一面受拉應(yīng)力、另一面受壓應(yīng)力作用，并且應(yīng)力絕對(duì)值相等。
鋼板彈簧片數(shù)：
根據(jù)掛車(chē)的總質(zhì)量，選取的片數(shù)為=6片
(4)鋼板彈簧各片長(zhǎng)度的確定
鋼板彈簧各片長(zhǎng)度就是基于實(shí)際鋼板各片展開(kāi)圖接近梯形梁的形狀這一原則來(lái)作圖確定的，具體進(jìn)行步驟如下：
先將各片厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在圖上，再沿橫坐標(biāo)量出主片長(zhǎng)度的一半和U形螺栓中心距的一半，得到A、B兩點(diǎn)，連接A、B既得到三角形的鋼板彈簧展開(kāi)圖。AB線(xiàn)與各葉片的上側(cè)邊交點(diǎn)既為各片長(zhǎng)度。各片實(shí)際長(zhǎng)度尺寸需經(jīng)過(guò)圓整后確定。
L/2
s/2
A
B
h33
圖4-1確定鋼板彈簧各片長(zhǎng)度的作圖法
鋼板彈簧各片長(zhǎng)度：1012mm、865mm、715mm、542mm、408mm、255mm
4.3懸掛的強(qiáng)度校核計(jì)算
(1)鋼板彈簧的剛度驗(yàn)算
根據(jù)懸架布置的可能性及生產(chǎn)工藝的允許條件，最后決定的彈簧剛度為：
(4.3)
其中：；；。
式中：——經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，=0.83～0.93；
E——材料彈性模量；
、——主片和第片的一半長(zhǎng)度。
代入已知數(shù)據(jù)可得：
；
鋼板彈簧總截面系數(shù)： (4.4)
滿(mǎn)載平均靜應(yīng)力：
=37.26Mpa (4.5)
比應(yīng)力：
(4.6)
（2）從實(shí)際規(guī)格尺寸及應(yīng)力規(guī)范修正設(shè)計(jì)參數(shù)
鋼板橡膠墊塊高度為3cm，壓縮量為1.4cm，極限動(dòng)行程計(jì)算值應(yīng)取為7.4+1.48.8cm。
（3）主副鋼板彈簧負(fù)荷分配和應(yīng)力核算
滿(mǎn)載主簧撓度：
(4.7)
滿(mǎn)載極限應(yīng)力：
(4.8)
鋼板彈簧采用的是55SiMnVB材料，表面經(jīng)噴丸處理后，推薦的為450～550，由上述計(jì)算結(jié)果可知，滿(mǎn)載平均靜應(yīng)力和極限應(yīng)力都在許用值范圍內(nèi)，故滿(mǎn)足使用條件。
4.4 本章小結(jié)
敘述了在鋼板彈簧式懸架的設(shè)計(jì)中需要的各種設(shè)計(jì)參數(shù)與校核。介紹了鋼板彈簧式減振器各類(lèi)參數(shù)的選用方法和在設(shè)計(jì)過(guò)程中需要的各種公式以及對(duì)重要參數(shù)的確定。
結(jié) 論
本畢業(yè)設(shè)計(jì)根據(jù)松花江微型車(chē)給定的設(shè)計(jì)要求，分別從設(shè)計(jì)、制造、分析設(shè)計(jì)等方面著手，完成了懸架中關(guān)鍵零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算和校核、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的分析、轉(zhuǎn)向斷開(kāi)點(diǎn)的設(shè)計(jì)等工作。從而較系統(tǒng)地闡述了松花江微型車(chē)用麥弗遜式前懸架和鋼板彈簧式后懸架的設(shè)計(jì)優(yōu)化過(guò)程，這對(duì)生產(chǎn)實(shí)際具有一定的指導(dǎo)意義。
作為本科畢業(yè)設(shè)計(jì)，其設(shè)計(jì)目的重在對(duì)課本知識(shí)的鞏固和運(yùn)用。因此，文章從和書(shū)本知識(shí)結(jié)合較緊密的計(jì)算開(kāi)始，分別從零件的結(jié)構(gòu)形式和受力分析兩方面，對(duì)懸架中關(guān)鍵零部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)，并對(duì)它們的可行性進(jìn)行了校核。然后，文章又不拘泥于課本知識(shí)，在對(duì)懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析時(shí)，從運(yùn)動(dòng)學(xué)角度對(duì)懸架進(jìn)行了分析。
我的畢業(yè)設(shè)計(jì)是在黑龍江工程學(xué)院完成的，在此過(guò)程中我遇到了很多以前沒(méi)有接觸過(guò)的問(wèn)題，在查閱大量資料的基礎(chǔ)上和老師、同學(xué)的幫助下這些問(wèn)題基本得到了解決。但限于篇幅和設(shè)計(jì)時(shí)間，尚有很多值得深入研究和改進(jìn)的地方。如本文在建立物理模型和數(shù)學(xué)模型時(shí)，對(duì)左前車(chē)輪和懸架單獨(dú)考慮，而沒(méi)有考慮左右車(chē)輪在轉(zhuǎn)向時(shí)的聯(lián)動(dòng)關(guān)系，盡管對(duì)結(jié)果不會(huì)產(chǎn)生較大影響，但總的來(lái)說(shuō)存在一定偏差。如果同時(shí)對(duì)左右兩側(cè)的轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開(kāi)點(diǎn)位置進(jìn)行分析，需要先確定內(nèi)側(cè)或者外側(cè)的車(chē)輪轉(zhuǎn)角，然后按照阿克曼原理計(jì)算出另外一側(cè)車(chē)輪的理想轉(zhuǎn)角，將理想轉(zhuǎn)角和實(shí)際轉(zhuǎn)角之差的絕對(duì)值作為另一個(gè)目標(biāo)函數(shù)，這樣，對(duì)左右兩側(cè)橫拉桿斷開(kāi)點(diǎn)進(jìn)行分析就變成了一個(gè)多目標(biāo)函數(shù)的問(wèn)題。
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